JPS6245461B2 - - Google Patents
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- JPS6245461B2 JPS6245461B2 JP55102145A JP10214580A JPS6245461B2 JP S6245461 B2 JPS6245461 B2 JP S6245461B2 JP 55102145 A JP55102145 A JP 55102145A JP 10214580 A JP10214580 A JP 10214580A JP S6245461 B2 JPS6245461 B2 JP S6245461B2
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- Japan
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- cycle
- pressure
- working fluid
- diagram
- rankine cycle
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Description
【発明の詳細な説明】
本発明はランキンサイクル式熱機関によりヒー
トポンプサイクルを駆動してなる冷暖房装置に関
しより具体的には膨張機に容積型流体機械を採用
したランキン・ヒートポンプサイクルの制御に関
するものである。
トポンプサイクルを駆動してなる冷暖房装置に関
しより具体的には膨張機に容積型流体機械を採用
したランキン・ヒートポンプサイクルの制御に関
するものである。
従来、ランキンサイクル式熱機関としては火力
発電所における蒸気タービンサイクルがその代表
例として示されるように大型定負荷用動力装置と
して位置付けられていた。しかし乍ら近年小型熱
動力機関としての新しい用途、即ち廃熱利用・太
陽熱利用・外燃機関等からランキンサイクル機関
が見直されている。このため従来の大型蒸気ター
ビン機関等の速度型流体機械に変り数馬力程度の
出力を取出すのに適し加工性にも優れた容積型膨
張機等が注目されつつある。
発電所における蒸気タービンサイクルがその代表
例として示されるように大型定負荷用動力装置と
して位置付けられていた。しかし乍ら近年小型熱
動力機関としての新しい用途、即ち廃熱利用・太
陽熱利用・外燃機関等からランキンサイクル機関
が見直されている。このため従来の大型蒸気ター
ビン機関等の速度型流体機械に変り数馬力程度の
出力を取出すのに適し加工性にも優れた容積型膨
張機等が注目されつつある。
本発明はランキンサイクル機関において、その
出力機構に容積型流体機械を採用した場合におけ
る固有の問題点を解析し、ランキンサイクル機関
を負荷に応じて自在に制御するための各種方策を
開示するものである。
出力機構に容積型流体機械を採用した場合におけ
る固有の問題点を解析し、ランキンサイクル機関
を負荷に応じて自在に制御するための各種方策を
開示するものである。
先ず発明の詳細な説明に先立ち現状のランキン
サイクルとタービン等の速度型流体機械の組合せ
における特性を若干説明する。第１図に通常の火
力発電所等におけるランキンサイクルの基本シス
テムを示す。図において１は作動流体液ポンプ２
は作動流体液を加熱して過熱蒸気を発生する発生
器、３は蒸気タービン、４は凝縮器、５は発電機
である。第２図は第１図に示すシステムのランキ
ンサイクルをＰ―ｉ線図（モリエル線図）として
示す。第３図にランキンサイクルをＰ―Ｖ線図と
して示す。
サイクルとタービン等の速度型流体機械の組合せ
における特性を若干説明する。第１図に通常の火
力発電所等におけるランキンサイクルの基本シス
テムを示す。図において１は作動流体液ポンプ２
は作動流体液を加熱して過熱蒸気を発生する発生
器、３は蒸気タービン、４は凝縮器、５は発電機
である。第２図は第１図に示すシステムのランキ
ンサイクルをＰ―ｉ線図（モリエル線図）として
示す。第３図にランキンサイクルをＰ―Ｖ線図と
して示す。
つぎに第１図〜第３図に示される速度型流体機
械を用いたランキンサイクルの特性を更に詳細に
説明すると、作動流体液ポンプ１は凝縮器４によ
り液化された低圧（凝縮圧力ＰC）作動流体液を
吸引昇圧して高圧（発生圧力ＰG）液と成し発生
器２へ導く。発生器２内においては火力バーナ６
により作動流体液は加熱され最終的に高圧過熱蒸
気状態で発生器２を出て流量制御弁２と通り速度
型機関である蒸気タービン３へ導かれる。蒸気タ
ービン３は通常複数段の羽根車により構成され必
要に応じて再熱器（図示せず）等が介設される。
タービン３の出力軸は必要に応じて減速機構等を
介して発電機５を駆動して発電を行い送電線へ送
電する。タービン３内において凝縮圧力ＰC迄減
圧膨張して有効仕事を取出された低圧過熱蒸気は
凝縮器４において海水等により冷却され液化した
後再び液ポンプ１に吸引される。このようにラン
キンサイクルは第２図のモリエル線図において
１′―２′―３′―４′―１′の閉サイクルを構成す
る。すなわち第２図において点３′と点２′におけ
るエンタルピ差と作動流体循環量との積が発生器
２においてサイクルに供給された熱量、点３′と
点４′におけるエンタルピ差と作動流体循環量と
の積がランキンサイクルより出力軸に取出される
出力を示す。また、ランキンサイクルより取出さ
れる出力は第３図のＰ―Ｖ線図としても表わすこ
とが可能である。すなわち発生圧力ＰG・凝縮圧
力ＰC・作動流体の断熱指数・作動流体循環量よ
り閉ループのＰ―Ｖ線図を得ることが出来、線図
内の面積（第３図の斜線または点描で示される）
としてタービン３の出力を表わすことができる。
なお第３図においてａは部分負荷状態、ｂは全負
荷状態を示す。このような速度型流体機械を採用
してなるランキンサイクルにおいては特性として
例えば発電容量等の負荷容量が変動した場合、ラ
ンキンサイクルの出力動力は次の如く制御され
る。すなわち、発電機としての特性から出力周波
数を定常に保つ必要があり回転数は一定に保持さ
れており、従つて出力動力の制御は出力トルクの
制御を行うことである。この出力トルクは速度型
流体機械であるタービンにおいては流入する作動
流体速度を変化させることにより制御され、すな
わちこれは作動流体循環量を増減させて制御して
いる。すなわちこれを第２図，第３図において説
明すると第２図のモリエル線図においては線図上
においては基本的な作動状態の変化は無く、第３
図のＰ―Ｖ線図においては例えば部分負荷状態ａ
（斜線部）に対して出力が増大する場合には全負
荷状態ｂ（点描部）のように出力仕事面積が増大
して出力トルク制御が行われる。
械を用いたランキンサイクルの特性を更に詳細に
説明すると、作動流体液ポンプ１は凝縮器４によ
り液化された低圧（凝縮圧力ＰC）作動流体液を
吸引昇圧して高圧（発生圧力ＰG）液と成し発生
器２へ導く。発生器２内においては火力バーナ６
により作動流体液は加熱され最終的に高圧過熱蒸
気状態で発生器２を出て流量制御弁２と通り速度
型機関である蒸気タービン３へ導かれる。蒸気タ
ービン３は通常複数段の羽根車により構成され必
要に応じて再熱器（図示せず）等が介設される。
タービン３の出力軸は必要に応じて減速機構等を
介して発電機５を駆動して発電を行い送電線へ送
電する。タービン３内において凝縮圧力ＰC迄減
圧膨張して有効仕事を取出された低圧過熱蒸気は
凝縮器４において海水等により冷却され液化した
後再び液ポンプ１に吸引される。このようにラン
キンサイクルは第２図のモリエル線図において
１′―２′―３′―４′―１′の閉サイクルを構成す
る。すなわち第２図において点３′と点２′におけ
るエンタルピ差と作動流体循環量との積が発生器
２においてサイクルに供給された熱量、点３′と
点４′におけるエンタルピ差と作動流体循環量と
の積がランキンサイクルより出力軸に取出される
出力を示す。また、ランキンサイクルより取出さ
れる出力は第３図のＰ―Ｖ線図としても表わすこ
とが可能である。すなわち発生圧力ＰG・凝縮圧
力ＰC・作動流体の断熱指数・作動流体循環量よ
り閉ループのＰ―Ｖ線図を得ることが出来、線図
内の面積（第３図の斜線または点描で示される）
としてタービン３の出力を表わすことができる。
なお第３図においてａは部分負荷状態、ｂは全負
荷状態を示す。このような速度型流体機械を採用
してなるランキンサイクルにおいては特性として
例えば発電容量等の負荷容量が変動した場合、ラ
ンキンサイクルの出力動力は次の如く制御され
る。すなわち、発電機としての特性から出力周波
数を定常に保つ必要があり回転数は一定に保持さ
れており、従つて出力動力の制御は出力トルクの
制御を行うことである。この出力トルクは速度型
流体機械であるタービンにおいては流入する作動
流体速度を変化させることにより制御され、すな
わちこれは作動流体循環量を増減させて制御して
いる。すなわちこれを第２図，第３図において説
明すると第２図のモリエル線図においては線図上
においては基本的な作動状態の変化は無く、第３
図のＰ―Ｖ線図においては例えば部分負荷状態ａ
（斜線部）に対して出力が増大する場合には全負
荷状態ｂ（点描部）のように出力仕事面積が増大
して出力トルク制御が行われる。
すなわち、速度型流体機械を採用する場合の出
力制御はサイクルの圧力条件は一定の状態でサイ
クルの循環量を制御することにより達成される。
力制御はサイクルの圧力条件は一定の状態でサイ
クルの循環量を制御することにより達成される。
これに対しタービン３に変つて容積型流体機械
を採用するランキンサイクルの出力制御は全く異
なつた状態で行われる。すなわち、第４図に容積
型流体機械を用いた場合のＰ―Ｖ線図に示すよう
に、例えば凝縮圧力ＰCを一定とした場合、基準
出力トルクを発生する基準発生圧力をＰGAとした
場合、負荷トルクが増大した場合の出力トルク
は、第４図に示すように変化する。すなわち、回
転数一定とした場合、入口容積V1と出口容積V2
が固定されている容積型流体機械においては発生
圧力ＰGAが上昇してＰGBに移動することにより斜
線部で示される標準出力ＬAが高負荷出力ＬBに変
化する。同様に負荷トルクが減少した場合は発生
圧力はＰGC、低負荷出力ＬCに減少してサイクル
が構成されるものである。
を採用するランキンサイクルの出力制御は全く異
なつた状態で行われる。すなわち、第４図に容積
型流体機械を用いた場合のＰ―Ｖ線図に示すよう
に、例えば凝縮圧力ＰCを一定とした場合、基準
出力トルクを発生する基準発生圧力をＰGAとした
場合、負荷トルクが増大した場合の出力トルク
は、第４図に示すように変化する。すなわち、回
転数一定とした場合、入口容積V1と出口容積V2
が固定されている容積型流体機械においては発生
圧力ＰGAが上昇してＰGBに移動することにより斜
線部で示される標準出力ＬAが高負荷出力ＬBに変
化する。同様に負荷トルクが減少した場合は発生
圧力はＰGC、低負荷出力ＬCに減少してサイクル
が構成されるものである。
このように、容積型流体機械を採用する場合、
ランキンサイクルの出力制御はサイクルの圧力設
定が変化することにより行われるものである。
ランキンサイクルの出力制御はサイクルの圧力設
定が変化することにより行われるものである。
すなわち、第５図に示されるように、ランキン
サイクルにおいて速度型流体機械を採用する場合
に作動流体液ポンプにおける作動差圧Ｐ及び作動
流体循環量Ｑの釣合点ＢSは負荷動力の変動に応
じて定圧力変流量方向（図の水平方向）に移動す
る。また、第６図に示されるように、容積型流体
機械を採用する場合は液ポンプの作動釣合点ＢY
は負荷動力の変動に応じて定流量変圧力方向（図
の垂直方向）に移動する。この負荷変動時におけ
る作動点の移動特性の相違がランキンサイクルの
制御を行う上で最も重要な相違点である。
サイクルにおいて速度型流体機械を採用する場合
に作動流体液ポンプにおける作動差圧Ｐ及び作動
流体循環量Ｑの釣合点ＢSは負荷動力の変動に応
じて定圧力変流量方向（図の水平方向）に移動す
る。また、第６図に示されるように、容積型流体
機械を採用する場合は液ポンプの作動釣合点ＢY
は負荷動力の変動に応じて定流量変圧力方向（図
の垂直方向）に移動する。この負荷変動時におけ
る作動点の移動特性の相違がランキンサイクルの
制御を行う上で最も重要な相違点である。
第７図に定容積型流体機械の一例としてのベー
ンロータリ型膨張機の一構成例を示す。このベー
ンロータリ型膨張機はシリンダ１１とロータ１
２、ロータ１２内をシリンダ１１内面に沿つて摺
動するベーン８（複数）より構成され、高圧ガス
流入ポート９をベーン８が閉止した時の基準容積
がV1、低圧流出ポート１０をベーン８が開放し
た時の基準容積がV2である。従つてV1，V2は形
状より決定される値であり、ランキンサイクルの
作動状態には無関係である。
ンロータリ型膨張機の一構成例を示す。このベー
ンロータリ型膨張機はシリンダ１１とロータ１
２、ロータ１２内をシリンダ１１内面に沿つて摺
動するベーン８（複数）より構成され、高圧ガス
流入ポート９をベーン８が閉止した時の基準容積
がV1、低圧流出ポート１０をベーン８が開放し
た時の基準容積がV2である。従つてV1，V2は形
状より決定される値であり、ランキンサイクルの
作動状態には無関係である。
また、別の従来例として容積型流体機械におい
ても、蒸気機関車に代表される如く、流入弁のタ
イミング制御により流入基準容積V1を可変容積
としている例もあるが、この場合は制御特性は第
５図と同様となり基本的に速度型流体機械の制御
特性に準ずるので本発明以前の制御特性となる。
従つて本発明の以後の説明で容積型流体機械とは
定容積型流体機械を示すものとする。
ても、蒸気機関車に代表される如く、流入弁のタ
イミング制御により流入基準容積V1を可変容積
としている例もあるが、この場合は制御特性は第
５図と同様となり基本的に速度型流体機械の制御
特性に準ずるので本発明以前の制御特性となる。
従つて本発明の以後の説明で容積型流体機械とは
定容積型流体機械を示すものとする。
以下本発明の制御方式に関し更に詳細に説明を
加えると、第８図に本発明を導入する一流体方式
ランキン・ヒートポンプサイクルの一構成例、第
９図は上記一流体サイクルのモリエル（Ｐ・ｉ）
線図、第１０図は同じくＰ―Ｖ線図を示す。
加えると、第８図に本発明を導入する一流体方式
ランキン・ヒートポンプサイクルの一構成例、第
９図は上記一流体サイクルのモリエル（Ｐ・ｉ）
線図、第１０図は同じくＰ―Ｖ線図を示す。
第８図において、１３は室外熱交換器で冷房時
はランキンサイクル及びヒートポンプサイクルの
凝縮器として作用し、暖房時はヒートポンプサイ
クルの蒸発器として作用する。１４は室内熱交換
器で冷房時はヒートポンプサイクルの蒸発器とし
て作用して室内空気を冷却すると共に、暖房時は
ランキンサイクル及びヒートポンプサイクルの凝
縮器として作用して室内空気を加熱する。１５は
可変速モータ３２等の容量制御機構を備えた作動
流体液ポンプ、１６は発生器、１７は容積型膨張
機であり、これらは適宜接続されてランキンサイ
クルを形成する。また、１８は上記膨張機１７に
より駆動される圧縮機であり、その吐出側は前記
膨張機１７の出口側と連結された後、作動流体の
流れを冷房時は図の実線の如くかつ暖房時は図の
破線の如く切換える四方弁１９に接続される。こ
の圧縮機１８，四方弁１９，室内熱交換器１４，
室外熱交換器１３，絞り機構２０によりヒートポ
ンプサイクルが構成される。なお、２１，２２は
冷暖で冷媒の流れを制御する逆止弁、２３は発生
器１６を加熱する加熱源、２４は室外熱交換器用
送用機、２５は室内熱交換器用送風機である。第
９図は第８図のサイクルを表わすモリエル線図、
第１０図は同じく第８図の膨張機出力・圧縮機入
力を表わすＰ―Ｖ線図である。
はランキンサイクル及びヒートポンプサイクルの
凝縮器として作用し、暖房時はヒートポンプサイ
クルの蒸発器として作用する。１４は室内熱交換
器で冷房時はヒートポンプサイクルの蒸発器とし
て作用して室内空気を冷却すると共に、暖房時は
ランキンサイクル及びヒートポンプサイクルの凝
縮器として作用して室内空気を加熱する。１５は
可変速モータ３２等の容量制御機構を備えた作動
流体液ポンプ、１６は発生器、１７は容積型膨張
機であり、これらは適宜接続されてランキンサイ
クルを形成する。また、１８は上記膨張機１７に
より駆動される圧縮機であり、その吐出側は前記
膨張機１７の出口側と連結された後、作動流体の
流れを冷房時は図の実線の如くかつ暖房時は図の
破線の如く切換える四方弁１９に接続される。こ
の圧縮機１８，四方弁１９，室内熱交換器１４，
室外熱交換器１３，絞り機構２０によりヒートポ
ンプサイクルが構成される。なお、２１，２２は
冷暖で冷媒の流れを制御する逆止弁、２３は発生
器１６を加熱する加熱源、２４は室外熱交換器用
送用機、２５は室内熱交換器用送風機である。第
９図は第８図のサイクルを表わすモリエル線図、
第１０図は同じく第８図の膨張機出力・圧縮機入
力を表わすＰ―Ｖ線図である。
第１０図のＰ―Ｖ線図において第８図に示す一
流体ランキンヒートポンプサイクルの特性を更に
説明すると、圧縮機１８の所要負荷トルクは室内
熱交換器１４における室内負荷条件及び室外熱交
換器１３における外気条件により決定される。す
なわち蒸発圧力ＰE、凝縮圧力ＰC、圧縮機基準容
積ＶCOMPにより圧縮負荷仕事ＬCOMPや第１０図の
如く決定される。これに伴い、この仕事ＬCOMPに
等しい仕事量を膨張機１７が発生せねばならず、
膨張機基準容積ＶEXP、凝縮圧力ＰC、膨張発生仕
事ＬEXP（＝ＬCOMP）より発生圧力ＰGが決定する
のは前記説明に明きらかな通りである。なお、説
明の便宜上膨張機１７，圧縮機１８における各効
率（膨張，圧縮効率，機械効率，容積効率）は省
略した。
流体ランキンヒートポンプサイクルの特性を更に
説明すると、圧縮機１８の所要負荷トルクは室内
熱交換器１４における室内負荷条件及び室外熱交
換器１３における外気条件により決定される。す
なわち蒸発圧力ＰE、凝縮圧力ＰC、圧縮機基準容
積ＶCOMPにより圧縮負荷仕事ＬCOMPや第１０図の
如く決定される。これに伴い、この仕事ＬCOMPに
等しい仕事量を膨張機１７が発生せねばならず、
膨張機基準容積ＶEXP、凝縮圧力ＰC、膨張発生仕
事ＬEXP（＝ＬCOMP）より発生圧力ＰGが決定する
のは前記説明に明きらかな通りである。なお、説
明の便宜上膨張機１７，圧縮機１８における各効
率（膨張，圧縮効率，機械効率，容積効率）は省
略した。
このように膨張機１７として容積型流体機械を
採用する場合、ヒートポンプサイクル側の負荷に
応じて発生圧力ＰGが応動するという固有の特性
が明きらかになつたが、この容積型流体機械固有
の作動圧力変化に伴ない次の問題が生ずる。すな
わち第９図に示す通り気体一般の特性として発生
圧力ＰGの上昇により膨張機１７の入口ガス比容
積νは減少する。これにより膨張機１７の１回転
当りの作動流体循環量は発生圧力ＰGの上昇に従
つて増大する。すなわちヒートポンプサイクル側
の負荷に応じて発生圧力ＰGが変化し同時に膨張
機１７の１回転当りの作動流体循環量も変化す
る。第１１図に定容積型流体機械を採用したラン
キンサイクル機関においてシステムの運転回転数
を一定に保持する場合のシステム負荷変動に対す
る標準釣合点ＢYRが移動する状態を示す。図にお
いて負荷増大時は右上方へ負荷減少時は左下方へ
釣合点が移動する。
採用する場合、ヒートポンプサイクル側の負荷に
応じて発生圧力ＰGが応動するという固有の特性
が明きらかになつたが、この容積型流体機械固有
の作動圧力変化に伴ない次の問題が生ずる。すな
わち第９図に示す通り気体一般の特性として発生
圧力ＰGの上昇により膨張機１７の入口ガス比容
積νは減少する。これにより膨張機１７の１回転
当りの作動流体循環量は発生圧力ＰGの上昇に従
つて増大する。すなわちヒートポンプサイクル側
の負荷に応じて発生圧力ＰGが変化し同時に膨張
機１７の１回転当りの作動流体循環量も変化す
る。第１１図に定容積型流体機械を採用したラン
キンサイクル機関においてシステムの運転回転数
を一定に保持する場合のシステム負荷変動に対す
る標準釣合点ＢYRが移動する状態を示す。図にお
いて負荷増大時は右上方へ負荷減少時は左下方へ
釣合点が移動する。
本発明は定容積型流体機械を採用した場合のか
かる固有の特性に立脚し空調機として必要な制御
方式を開示するものである。ヒートポンプサイク
ルはその特質として冷房標準運転条件，暖房標準
運転条件は各々日本工業規格（JIS）にも試験条
件が定められている如く、冷房暖房各々のサイク
ルにおいて圧縮機負荷は各々異なる負荷を有す
る。それ故、ランキン・ヒートポンプサイクル冷
暖房装置においては冷房標準設計条件・暖房標準
設計条件において各々異なる作動流体液ポンプ運
転容量設定を行つてやらねばならない。従つて、
冷房設計条件・暖房設計条件各々における液ポン
プ作動圧力・液ポンプ作動流量（システムの運転
回転数すなわち冷暖房各能力を決定）を設定する
必要があり、これを達成するべく作動流体液ポン
プの容量制御を行わねばならない。
かる固有の特性に立脚し空調機として必要な制御
方式を開示するものである。ヒートポンプサイク
ルはその特質として冷房標準運転条件，暖房標準
運転条件は各々日本工業規格（JIS）にも試験条
件が定められている如く、冷房暖房各々のサイク
ルにおいて圧縮機負荷は各々異なる負荷を有す
る。それ故、ランキン・ヒートポンプサイクル冷
暖房装置においては冷房標準設計条件・暖房標準
設計条件において各々異なる作動流体液ポンプ運
転容量設定を行つてやらねばならない。従つて、
冷房設計条件・暖房設計条件各々における液ポン
プ作動圧力・液ポンプ作動流量（システムの運転
回転数すなわち冷暖房各能力を決定）を設定する
必要があり、これを達成するべく作動流体液ポン
プの容量制御を行わねばならない。
すなわち、冷房・暖房サイクルの設定において
ヒートポンプサイクルの凝縮・蒸発圧力を設定す
ればランキンサイクル作動圧力、すなわち液ポン
プ作動圧力が決まり、また、冷房，暖房サイクル
の標準設計点における目標冷暖房能力によつてシ
ステムの各運転回転数が決まる。これにより冷暖
サイクルの設定に応じて作動流体液ポンプの各運
転容量が決定され、作動流体液ポンプをこれに合
致するべく容量制御することにより初めて所要の
運転特性を得ることができる。
ヒートポンプサイクルの凝縮・蒸発圧力を設定す
ればランキンサイクル作動圧力、すなわち液ポン
プ作動圧力が決まり、また、冷房，暖房サイクル
の標準設計点における目標冷暖房能力によつてシ
ステムの各運転回転数が決まる。これにより冷暖
サイクルの設定に応じて作動流体液ポンプの各運
転容量が決定され、作動流体液ポンプをこれに合
致するべく容量制御することにより初めて所要の
運転特性を得ることができる。
第１２図に本発明になる作動流体液ポンプ容量
制御を示す。図において冷房ランキンサイクル時
の液ポンプ作動圧力ＰCR、システム運転回転数Ｎ
より標準設計冷房作動点a0になるべくポンプＰ―
Ｑ特性をC0の如く制御する。これに対し、暖房
ランキンサイクル時においては液ポンプ作動圧力
はＰHRに変化（これは蒸発・凝縮圧力の冷暖の設
計に応じて変化し、ＰCRに対して上る場合も下る
場合もある）し、暖房ランキンサイクル時のシス
テム設計運転回転数に応じて液ポンプ作動点はＮ
一定の場合b0点に冷房運転時のＮに対しＮ低下の
場合はC0点にＮ上昇の場合はd0点に各々釣合点
が移動し、これに応じてＰ―Ｑ特性をH1，H2内
至H3の如く容量制御する必要がある。容量制御
時のＰ―Ｑ特性変化、すなわち第１２図H1内至
H3は回転数制御・バイパス制御等の容量制御の
方法により第１２図の傾斜に限らず傾斜は各様に
変化する。
制御を示す。図において冷房ランキンサイクル時
の液ポンプ作動圧力ＰCR、システム運転回転数Ｎ
より標準設計冷房作動点a0になるべくポンプＰ―
Ｑ特性をC0の如く制御する。これに対し、暖房
ランキンサイクル時においては液ポンプ作動圧力
はＰHRに変化（これは蒸発・凝縮圧力の冷暖の設
計に応じて変化し、ＰCRに対して上る場合も下る
場合もある）し、暖房ランキンサイクル時のシス
テム設計運転回転数に応じて液ポンプ作動点はＮ
一定の場合b0点に冷房運転時のＮに対しＮ低下の
場合はC0点にＮ上昇の場合はd0点に各々釣合点
が移動し、これに応じてＰ―Ｑ特性をH1，H2内
至H3の如く容量制御する必要がある。容量制御
時のＰ―Ｑ特性変化、すなわち第１２図H1内至
H3は回転数制御・バイパス制御等の容量制御の
方法により第１２図の傾斜に限らず傾斜は各様に
変化する。
かように、冷暖の設定に応じて作動流体液ポン
プの容量を各々制御してシステムの運転速度を任
意に設定することにより初めて、冷暖に応じた空
調能力を発揮できるようになる。
プの容量を各々制御してシステムの運転速度を任
意に設定することにより初めて、冷暖に応じた空
調能力を発揮できるようになる。
また冷暖の設定に応じて作動流体循環量が変化
することに伴ない発生器よりランキンサイクルに
加えられる熱量も変化する。この発生器の入熱量
制御はポンプＰ―Ｑ特性による循環量変化特性に
従つて常に発生器出口の作動流体ガス過熱度を一
定に保つようにバーナ等の発生熱量を自動に制御
すれば良い。
することに伴ない発生器よりランキンサイクルに
加えられる熱量も変化する。この発生器の入熱量
制御はポンプＰ―Ｑ特性による循環量変化特性に
従つて常に発生器出口の作動流体ガス過熱度を一
定に保つようにバーナ等の発生熱量を自動に制御
すれば良い。
作動流体液ポンプの容量制御方式としては回転
数制御・バイパス制御等多くの方式があるが何れ
の方式を用いても良く、また負荷動力検知方式と
しては直接圧縮機及び膨張機の結合軸トルクを検
出しても良いし、回転数検知または便宜的に外気
室温等の雰囲気条件を検知しても良い。
数制御・バイパス制御等多くの方式があるが何れ
の方式を用いても良く、また負荷動力検知方式と
しては直接圧縮機及び膨張機の結合軸トルクを検
出しても良いし、回転数検知または便宜的に外気
室温等の雰囲気条件を検知しても良い。
容積型流体機械としては往復動ピストン型・ベ
ーンロータリ型・スクロール型・ローリングピス
トン型・スクリユー型等何れの型式を採用しても
差仕えない。なおＰ―Ｖ線図は何れもベーンロー
タリ型の場合を示して居るが、本発明の骨子は何
れの型式としても何ら変るものでは無い。
ーンロータリ型・スクロール型・ローリングピス
トン型・スクリユー型等何れの型式を採用しても
差仕えない。なおＰ―Ｖ線図は何れもベーンロー
タリ型の場合を示して居るが、本発明の骨子は何
れの型式としても何ら変るものでは無い。
本発明によれば、冷房，暖房の設定に応じて作
動流体液ポンプの容量をそれぞれ制御して定容積
型流体機械の運転速度を任意に設定することによ
り冷房，暖房に応じた空調能力を発揮できる効果
を奏するものである。
動流体液ポンプの容量をそれぞれ制御して定容積
型流体機械の運転速度を任意に設定することによ
り冷房，暖房に応じた空調能力を発揮できる効果
を奏するものである。
第１図は従来の速度型流体機械を用いたランキ
ンサイクルを示す説明図、第２図は第１図のサイ
クルのモリエル線図、第３図は同Ｐ―Ｖ線図、第
４図は定容積型流体機械におけるＰ―Ｖ線図、第
５図は速度型流体機械採用時のＰ―Ｑ線図の釣合
点移動特性図、第６図は容積型流体機械採用時の
Ｐ―Ｑ線図の釣合点移動特性図、第７図は定容積
型流体機械としてのベーンロータリ型膨張機の略
断面図、第８図は本発明を適用する一流体式ラン
キンヒートポンプサイクルの回路構成図、第９図
は第８図に示すサイクルのモリエル線図、第１０
図は同Ｐ―Ｖ線図、第１１図は定速回転時に作動
圧力が変化した場合のポンプ制御のＰ―Ｑ線図、
第１２図は本発明におけるポンプ制御のＰ―Ｑ線
図である。 １３……室外熱交換器、１４……室内熱交換
器、１５……作動流体液ポンプ、１６……発生
器、１７……容積型膨張機、１８……圧縮機、１
９……四方弁、２０……絞り機構、２３……バー
ナ、３２……可変速モータ。
ンサイクルを示す説明図、第２図は第１図のサイ
クルのモリエル線図、第３図は同Ｐ―Ｖ線図、第
４図は定容積型流体機械におけるＰ―Ｖ線図、第
５図は速度型流体機械採用時のＰ―Ｑ線図の釣合
点移動特性図、第６図は容積型流体機械採用時の
Ｐ―Ｑ線図の釣合点移動特性図、第７図は定容積
型流体機械としてのベーンロータリ型膨張機の略
断面図、第８図は本発明を適用する一流体式ラン
キンヒートポンプサイクルの回路構成図、第９図
は第８図に示すサイクルのモリエル線図、第１０
図は同Ｐ―Ｖ線図、第１１図は定速回転時に作動
圧力が変化した場合のポンプ制御のＰ―Ｑ線図、
第１２図は本発明におけるポンプ制御のＰ―Ｑ線
図である。 １３……室外熱交換器、１４……室内熱交換
器、１５……作動流体液ポンプ、１６……発生
器、１７……容積型膨張機、１８……圧縮機、１
９……四方弁、２０……絞り機構、２３……バー
ナ、３２……可変速モータ。
Claims (1)
- １ 加熱源により加熱される蒸気の発生器と、容
積型膨張機と、四方弁と、室外熱交換器と、可変
速モータ等による容量制御機構を有する作動流体
液ポンプとを循環して接続し、前記四方弁と前記
室外熱交換器との間に前記容積型膨張機により駆
動される圧縮機および室内熱交換器を設けた空気
調和装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10214580A JPS5726357A (en) | 1980-07-24 | 1980-07-24 | Air conditioner |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10214580A JPS5726357A (en) | 1980-07-24 | 1980-07-24 | Air conditioner |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5726357A JPS5726357A (en) | 1982-02-12 |
| JPS6245461B2 true JPS6245461B2 (ja) | 1987-09-26 |
Family
ID=14319576
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10214580A Granted JPS5726357A (en) | 1980-07-24 | 1980-07-24 | Air conditioner |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5726357A (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2001227616A (ja) * | 1999-12-08 | 2001-08-24 | Honda Motor Co Ltd | 駆動装置 |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5563337A (en) * | 1978-11-01 | 1980-05-13 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Air conditioner by solar heat |
-
1980
- 1980-07-24 JP JP10214580A patent/JPS5726357A/ja active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5726357A (en) | 1982-02-12 |
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